Другие предметы \ Конструкции, расчет и потребительские свойства автомобиля

Расчет коробки передач (Mеmax = 206 Нм, β =35˚, Кσ = 400МПа), страница 2

Р = Ме расч· ί1/ r1в= 103·3.56/0.06 = 6000 (124)

Радиусы кривизны в полюсе зацепления, м

Р1 = r1·sinα = 29·sin 20 = 29·0.342 = 9.9 мм = 0.0099 м (125)

Р2 = r2·sinα = 60·sin 20 = 60·0.342 = 20.5 мм = 0.0205 м (126)

Окончательно для первой передачи имеем, МПа

= = 639 (127)

σ_к-контактные напряжения в полюсе зацепления шестерен;

Р- нормальное давление между зубьями в полюсе зацепления;

Е- модуль упругости первого рода;

p₁ , p₂ радиусы кривизны зубьев в полюсе зацепления соответственно ведущей и ведомой шестерен.

в- рабочая длина контакта.

Расчёт показал, что контактные напряжения в зубьях шестерен первой передачи находятся в допустимых пределах для цианируемых зубьев.

Для косозубого зацепления расчет производим пары постоянного зацепления первичного и промежуточного валов.

Исходные данные:

в = 18мм = 0.018 м;

α =20˚;

β = 24˚

С = 88.6 мм = 0.0886 м

Расчетный момент, Нм

Мерасч = 0.5· Меmax = 0.5·206 = 103. (128)

Радиусы начальных окружностей, м

r1 =С/1+ ί'к = 88.6/1+1.7 = 33 мм = 0.033 м (129)

r2 = r1· ί'к = 33 · 1.7 = 56 мм = 0.056 м (130)

Окружное усилие на шестерне первичного вала, Н

Р = Ме расч / r1= 103/0.033 = 3121 (131)

Радиусы кривизны поверхностей зубьев в полюсе зацепления, м

Р'1 = r1·sinα/cos β = 33·sin 20/cos 24 = 33·0.342/0.8345 = 15 мм (132)

Р'2 = r2·sinα /cos β = 56·sin 20/cos 24 = 56.342/0.8345 = 23 мм (133)

Окончательно для зацепления имеем, МПа

= = 791 (134)

Расчёт показал, что контактные напряжения в зубьях шестерен постоянного зацепления находятся в допустимых пределах практически для обоих видов упрочнения поверхности зубьев.

2.3.5 Расчет промежуточного вала на прочность

2.3.5.1 Определение сил и реакций в подшипниках

Силы действующие на промежуточный вал:

Окружная сила, (135)